裝甲車變速箱滾動(dòng)軸承故障仿真分析

宋一龍，高 鑫，王智勇，林 董

(中國人民解放軍陸軍步兵學(xué)院 石家莊校區(qū)，河北 石家莊 050000)

0 引 言

由于工況的復(fù)雜及惡劣性,裝甲車變速箱故障時(shí)有發(fā)生，軸承故障在變速箱所有故障類型中占到約19%，掌握軸承故障特性及時(shí)發(fā)現(xiàn)軸承故障是保證裝甲車平穩(wěn)運(yùn)行的關(guān)鍵[1-3]。

F. Bogard等[4]建立了軸承-軸承座有限元模型，從實(shí)驗(yàn)、仿真的角度對振動(dòng)測點(diǎn)進(jìn)行了優(yōu)化。Kiral[5]提出了一種利用有限元仿真軸承外圈故障在不同載荷條件下的振動(dòng)響應(yīng)的模型，計(jì)算了非平衡載荷下軸承滾動(dòng)體對外圈的沖擊載荷。An Sung Lee等[6]利用有限元法研究了轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)在沖擊載荷下的響應(yīng)情況。張剛等[7]綜合考慮軸承的徑向載荷和轉(zhuǎn)速的影響，應(yīng)用ANSYS/LS-DYNA對滾動(dòng)軸承在特定工況下進(jìn)行顯式動(dòng)力學(xué)仿真與分析，得出了軸承的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。Sarabjeet Singh等人[8]通過LS-DYNA仿真分析了軸承滾動(dòng)體和滾道之間的接觸力和故障軸承的振動(dòng)響應(yīng)，并且仿真了滾動(dòng)體進(jìn)入缺陷和離開缺陷時(shí)滾動(dòng)體和滾道之間接觸力的變化特征。鄧四二[9]以ADAMS為平臺(tái)，對高速圓柱滾子軸承進(jìn)行了分析，研究了不同保持架引導(dǎo)方式下高速圓柱滾子軸承保持架動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響規(guī)律。合肥工業(yè)大學(xué)的關(guān)猛[10]通過ADAMS軟件仿真驗(yàn)證了高速鐵路軸承各部件間接觸力的大小。

現(xiàn)有研究對軸承的故障機(jī)理、特性等較為深入，但涉及故障定量分析的研究涉及較少，本研究建立基于ADAMS的軸承剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，對軸承外圈故障進(jìn)行定量仿真分析。

1 軸承雙沖擊理論

當(dāng)軸承外圈產(chǎn)生故障時(shí)，不同尺寸的故障大小所產(chǎn)生的振動(dòng)響應(yīng)是不同的，當(dāng)故障尺寸很小時(shí)，軸承的故障振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)表現(xiàn)為單沖擊，隨著故障尺寸的增大，當(dāng)故障尺寸達(dá)到一定程度時(shí)，當(dāng)滾動(dòng)體進(jìn)入故障時(shí)會(huì)產(chǎn)生第一次沖擊，如圖1所示。

圖1 滾動(dòng)體進(jìn)入缺陷示意圖

當(dāng)滾動(dòng)體離開故障時(shí)產(chǎn)生第二次沖擊，這時(shí)軸承的故障響應(yīng)信號(hào)表現(xiàn)為雙沖擊，滾動(dòng)體離開缺陷示意圖如圖2所示。

圖2 滾動(dòng)體離開缺陷示意圖

不同尺寸故障所產(chǎn)生的振動(dòng)響應(yīng)的不同主要體現(xiàn)在對應(yīng)的時(shí)域信號(hào)雙沖擊時(shí)間間隔的不同。兩次沖擊的時(shí)間間隔是與故障尺寸的寬度大小有關(guān)的。雙沖擊的時(shí)間可以由下式確定：

(1)

式中：De—外圈滾道直徑，可以表示為：

De=Dpw+Dw

(2)

(3)

式中：fc—保持架的故障頻率。

對于深溝球軸承接觸角α=0，所以：

(4)

所以：

(5)

由上式看出雙沖擊的時(shí)間t與故障寬度成正比，所以可以根據(jù)雙沖擊的時(shí)間得到故障的大小，從而實(shí)現(xiàn)對軸承故障大小進(jìn)行定量診斷。

2 基于ADAMS的滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)仿真

2.1 基于Solidworks的滾動(dòng)軸承三維實(shí)體建模

本研究在Solidworks軟件中創(chuàng)建4種不同故障寬度的軸承外圈以及正常的內(nèi)圈，保持架和滾動(dòng)體的三維模型。

外圈故障寬度0.5 mm示意圖如圖3所示。

圖3 外圈故障寬度0.5 mm示意圖

本研究將軸承外圈故障尺寸大小設(shè)置為0.5 mm，2 mm，3.5 mm和5 mm建立4種不同外圈故障大小的故障軸承模型。

本研究將含有不同尺寸的外圈故障軸承導(dǎo)入ADAMS中，然后將不同尺寸的故障外圈在ANSYS中分別進(jìn)行柔性化，用生成的柔性體外圈替換剛性體外圈，得到含有外圈故障的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，如圖4所示。

圖4 外圈故障剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

2.2 仿真分析

本研究利用ADAMS自帶的差值的功能對軸承外圈的加速度時(shí)域信號(hào)圖進(jìn)行插值，然后將插值后的數(shù)據(jù)導(dǎo)入到Matlab中進(jìn)行分析，利用Matlab得出的不同大小故障下所對應(yīng)的軸承外圈頻譜圖，包絡(luò)圖及其時(shí)域局部放大圖如圖(5～8)所示。

圖5 0.5mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)

圖6 2 mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)

通過圖(5～8)的時(shí)域圖可以看到周期性的沖擊現(xiàn)象。在包絡(luò)解調(diào)譜中除了非常明顯的外圈故障特征頻率76.88 Hz外，而且存在明顯的倍頻成分。當(dāng)外圈故障尺寸為0.5 mm時(shí)，通過時(shí)域放大圖，軸承的故障脈沖響應(yīng)表現(xiàn)為單沖擊，隨著故障尺寸的增大，即產(chǎn)生雙沖擊，兩個(gè)脈沖之間的時(shí)間間隔是與故障的寬度大小相關(guān)的，雙沖擊的時(shí)間與故障的寬度尺寸成正比，從而可以通過故障軸承的時(shí)域信號(hào)圖中的雙沖擊的時(shí)間間隔和軸承的尺寸參數(shù)實(shí)現(xiàn)軸承故障的診斷。

圖7 3.5mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)

圖8 5 mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)

2.3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證軸承外圈故障定量仿真結(jié)果的有效性，本研究通過電火花加工的方式加工外圈故障大小分別為0.5 mm，2 mm，3.5 mm以及5 mm的矩形故障，然后分別與正常的保持架，滾動(dòng)體以及內(nèi)圈裝配成4種不同外圈故障大小的軸承，得到4組不同外圈故障大小的加速度振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)，頻譜圖、包絡(luò)圖以及時(shí)域局部放大圖如圖(9～12)所示。

圖9 0.5 mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)實(shí)驗(yàn)信號(hào)

圖10 2 mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)實(shí)驗(yàn)信號(hào)

圖11 3.5 mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)實(shí)驗(yàn)信號(hào)

圖12 5mm外圈故障振動(dòng)響應(yīng)實(shí)驗(yàn)信號(hào)

通過對不同故障大小的軸承外圈進(jìn)行實(shí)驗(yàn)可以看出，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本相符，當(dāng)故障為0.5 mm時(shí)，振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)的時(shí)域圖主要表現(xiàn)為單沖擊，不存在雙沖擊的現(xiàn)象，隨著故障尺寸的增大，當(dāng)故障大小為2 mm，3.5 mm和5 mm時(shí)，振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)中可以看到雙沖擊現(xiàn)象的存在，并且在每種不同故障大小的時(shí)域放大圖中均能找到相對應(yīng)的雙沖擊的時(shí)間間隔，時(shí)間間隔與理論計(jì)算值及其仿真結(jié)果是十分吻合的，從而驗(yàn)證了仿真結(jié)果的有效性。

3 結(jié)束語

根據(jù)裝甲車變速箱軸承實(shí)際參數(shù)，本研究建立了基于ADAMS的軸承剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，對雙沖擊理論進(jìn)行了簡要概述，并對4種不同尺寸的軸承外圈故障進(jìn)行了仿真，通過故障軸承的振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)得出當(dāng)故障寬度為2 mm，3.5 mm以及5 mm時(shí)，故障軸承的時(shí)域信號(hào)中存在雙沖擊現(xiàn)象，根據(jù)時(shí)域信號(hào)中雙沖擊的時(shí)間間隔就可以得到所對應(yīng)的軸承外圈故障寬度的大小，實(shí)現(xiàn)了軸承外圈故障的準(zhǔn)確診斷。

該方法為提高軸承故障診斷準(zhǔn)確率，預(yù)測軸承運(yùn)行壽命提供了幫助。

[1] 徐東郾.球軸承疲勞剩余壽命分析與預(yù)測方法研究[D].長沙:國防科學(xué)技術(shù)大學(xué)研究生院，2011.

[2] 任永勝，趙艷勤，黃 堅(jiān).自行火炮綜合傳動(dòng)裝置非線性動(dòng)力學(xué)仿真與疲勞可靠性壽命預(yù)測[J].兵工自動(dòng)化，2017，36(2)：86-91.

[3] BOZCHALOOI I S, LIANG M. A joint resonance frequency estimation and inband noise reduction method for enhancing the detectability of bearing fault signals[J].MechanicalSystemsandSignalProcessing，2008，22(4): 915-933.

[4] BOGARD F, DEBRAY K, GUO Y Q. Determination of sensor position for predictive maintenance of revolving machines[J].InternationaljournalofSolidsandStructures，2002，39(12):3159-3173.

[5] KIRAL Z, KARAGüLLE H. Simulation and analysis of vibration signals generated by rolling element bearing with defects[J].TribologyInternational，2003，36(9):667-678.

[6] AN S L, KIM B O, KIM Y C. A finite element transient response analysis method of a rotor-bearing system to base shock excitations using the state-space Newmark scheme and comparisons with experiments[J].JournalofSound&Vibration，2006，297(3-5):595-615.

[7] 張 剛，梁 松，張義民.滾動(dòng)軸承的動(dòng)力學(xué)仿真分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2013(9):32-34.

[8] SINGH S, K?PKE U G, HOWARD C Q, et al. Analyses of contact forces and vibration response for a defective rolling element bearing using an explicit dynamics finite element model[J].JournalofSound&Vibration，2014，333(21):5356-5377.

[9] 鄧四二，顧金芳，崔永存，等.高速圓柱滾子軸承保持架動(dòng)力學(xué)特性分析[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào)，2014，29(1):207-25.

[10] 關(guān) 猛.基于ADAMS的高性能軸承動(dòng)態(tài)性能分析[D].合肥：合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，2014.